數(shù)據(jù)中心用間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組布水系統(tǒng)性能測試

代 聰 黃 翔 褚俊杰陳 夢 史東旭 梁 凱 蘇 林 顏利波 陶昌軍

（1.西安工程大學(xué)城市規(guī)劃與市政工程學(xué)院 西安 710048；2.廣東美的暖通設(shè)備有限公司 佛山 528311；3.西藏寧算科技集團有限公司 拉薩 850000）

0 引言

作為我國“新型基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)”戰(zhàn)略、“互聯(lián)網(wǎng)+”戰(zhàn)略的重要載體，數(shù)據(jù)中心市場規(guī)模逐年增加。根據(jù)國際市場研究機構(gòu)發(fā)布的報告，到2026年，全球綠色數(shù)據(jù)中心市場規(guī)模將從2020 年的492億美元增至1403 億美元。國網(wǎng)能源研究院的測算顯示：2020 年，我國數(shù)據(jù)中心用電量就已突破2000億千瓦時，約占用電總量的2.7%[1]。2021 年以來國家相關(guān)部門相繼出臺了《國家發(fā)展改革委等部門關(guān)于嚴(yán)格能效約束推動重點領(lǐng)域節(jié)能降碳的若干意見》、《2030 年前碳達峰行動方案》等多項政策，首次把數(shù)據(jù)中心列為與傳統(tǒng)八大“雙高”行業(yè)并列的第九類行業(yè)，并要求到2023 年底，新建大型及以上數(shù)據(jù)中心PUE 降到1.3 以下[2]。那么在數(shù)據(jù)中心總能耗中約占40%的制冷空調(diào)領(lǐng)域更應(yīng)在節(jié)能減排、降低PUE 等方面發(fā)揮重要作用。因此蒸發(fā)冷卻技術(shù)，一種利用水作為制冷劑，節(jié)能、低碳、經(jīng)濟、健康的制冷空調(diào)技術(shù)在此過程中受到更多的青睞。

褚俊杰等[3]針對首個應(yīng)用于中等濕度地區(qū)近零能耗建筑中的間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組進行了測試分析，測試結(jié)果表明：在機械制冷關(guān)閉，室外相對高溫低濕的測試條件下機組送風(fēng)干球溫度平均為24.5℃，室外相對高溫中濕的測試條件下機組送風(fēng)干球溫度平均為25.6℃，均低于26℃。嚴(yán)政等[4]就間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)在數(shù)據(jù)中心技術(shù)形式及應(yīng)用形式進行了介紹，同時對設(shè)計層面所涉及的空調(diào)方案比選，間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)的補冷方式、補冷比例、不間斷電源保障及降低數(shù)據(jù)中心TCO 等方面問題進行了分析。張淵等[5]針對北京電信在某數(shù)據(jù)中心增設(shè)間接蒸發(fā)冷卻冷水機組替代原冷卻塔進行實測，通過兩級蒸發(fā)過程可在春秋過渡季節(jié)增加自然冷卻時長約2500h，同時在夏季還可以作為高效冷卻塔使用，降低制冷主機冷凝溫度，從而實現(xiàn)系統(tǒng)全年節(jié)能運行，預(yù)計機房年均PUE 降至1.28。Chua K J 等[6]利用數(shù)值模擬的方法，建立了間接蒸發(fā)冷卻系統(tǒng)模型，對間接蒸發(fā)冷卻濕通道側(cè)的水膜分布、潤濕程度及溫度分布情況進行了數(shù)值模擬研究。結(jié)果表明：水膜覆蓋的均勻性對水膜溫度產(chǎn)生影響，且二次空氣和水膜的逆流比順流形式的冷卻效果更好。Antonellis S D 等[7-9]對基于叉流式間接蒸發(fā)冷卻器的數(shù)據(jù)中心冷卻系統(tǒng)在不同工作條件下進行了大量實驗研究，對比分析了不同類型噴嘴設(shè)置和氣流布置方式。結(jié)果表明：間接蒸發(fā)冷卻器性能在一定程度上取決于噴嘴的數(shù)量和流量，但受水流速度的影響很大，另外噴淋水與二次空氣氣流的方向逆流配置時冷卻效果更好。王穎、黃翔等[10]針對數(shù)據(jù)中心間接蒸發(fā)冷卻器二/一次風(fēng)量比對其換熱性能的影響進行研究，結(jié)果表明：干模式下，機組風(fēng)量比從0.8 逐漸增至1.8 的過程中，冷卻器換熱效率提升明顯，3 種工況下的最佳換熱效率分別為59.6%，55.4%，54.2%，最佳二/一次風(fēng)量比為1.5；濕模式下，隨著二/一次風(fēng)量比的逐漸增大，一次空氣的出風(fēng)溫度逐漸降低，換熱效率顯著提高。林勇軍等[11]通過試驗探究了二次空氣通道布水系統(tǒng)對板式換熱器性能的影響，試驗結(jié)果表明：隨著氣水比增加，板式換熱器的換熱效率先提升后降低，當(dāng)氣水比為5.76 時，板式換熱器的換熱效率達到最佳值0.61。板式換熱器的換熱效率隨著噴淋密度的增大（噴淋密度≤0.83kg/(s·m2)）和噴淋水溫的降低而提升。

但目前對于間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組在數(shù)據(jù)中心領(lǐng)域針對其在一定淋水密度與二/一次風(fēng)量比下，布水系統(tǒng)不同影響因素的改變對間接蒸發(fā)冷卻性能影響的規(guī)律尚未掌握。本文針對一種數(shù)據(jù)中心用高分子芯體板翅式間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組，在多種室外工況下，測試分析不同布水形式及水溫的改變對機組冷卻性能的影響。

1 數(shù)據(jù)中心用間接蒸發(fā)冷卻器布水原理

數(shù)據(jù)中心用間接蒸發(fā)冷卻器通過噴淋循環(huán)水的方式使得濕通道側(cè)壁面形成薄薄的一層水膜，二次空氣在濕通道側(cè)與水膜直接接觸發(fā)生熱濕交換，再利用水膜與一次空氣進行溫差傳熱。

1.1 一次空氣處理過程

在干通道中，一次空氣與干燥的換熱壁面之間發(fā)生對流換熱，再通過換熱壁面導(dǎo)熱將熱量傳遞給濕通道側(cè)的水膜，這個過程一次空氣實現(xiàn)等濕冷卻，一次空氣從狀態(tài)點1 等濕冷卻至狀態(tài)點2，溫度從t1降低至t2，焓值從h1減少至h2，其處理過程焓濕圖，如圖1 所示。一次空氣最終被冷卻的結(jié)果取決于換熱壁面的溫度，由于空氣側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)總是遠低于濕通道側(cè)的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，故換熱壁面的溫度更接近濕通道側(cè)水膜的溫度。

圖1 一次空氣處理過程焓濕圖Fig.1 Enthalpy and humidity diagram of primary air treatment process

1.2 二次空氣處理過程

在濕通道中噴淋循環(huán)水，使其在換熱壁面形成均勻的水膜，水膜與二次空氣直接接觸發(fā)生熱濕交換。若假設(shè)換熱壁面與外界絕熱，則其熱質(zhì)交換過程原理與直接蒸發(fā)冷卻過程相同，二次空氣和循環(huán)水的溫度理論上等于二次空氣進口處的濕球溫度。然而，由于換熱壁面不絕熱，水膜蒸發(fā)時熱量通過換熱壁面從干通道傳向濕通道，此過程二次空氣是增焓加濕的，此時可將二次空氣狀態(tài)變化過程可簡化成兩部分：從狀態(tài)點3 沿等焓線降溫至狀態(tài)點4；吸收一次空氣傳遞的熱量后由狀態(tài)點4 升溫。在升溫過程中由于水繼續(xù)蒸發(fā)進入空氣，使其狀態(tài)變化到狀態(tài)點4，其焓值從h3增加到h4，其處理過程焓濕圖，如圖2 所示。二次空氣焓值增加的越多，則一次空氣放出的熱量越多，越有利于一次空氣的降溫。故循環(huán)水的溫度和二次空氣的溫度均高于二次空氣進口處的濕球溫度。

圖2 二次空氣處理焓濕圖Fig.2 Secondary air treatment process enthalpy and humidity diagram

1.3 性能評價指標(biāo)

間接蒸發(fā)冷卻器干模式下的換熱效率η計算見式（1）：

式中：η為干模式下間接蒸發(fā)冷卻器換熱效率；tdb1為一次空氣進風(fēng)干球溫度，℃；tdb2為一次空氣出風(fēng)干球溫度，℃；tdb1'為二次空氣進風(fēng)干球溫度，℃。

間接蒸發(fā)冷卻器濕模式下的換熱效率ηwb計算式見式（2）：

式中：ηwb為濕模式下間接蒸發(fā)冷卻器換熱效率。

間接蒸發(fā)冷卻器送回風(fēng)溫差Δt計算見式（3）：

式中：Δt為間接蒸發(fā)冷卻器一次空氣的溫降。

間接蒸發(fā)冷卻器淋水密度Γ 計算見式（4）：

式中：Γ 為單位淋水長度上的淋水量，kg/(m·h)；MW為噴淋水量，kg/h；n為流道隔板數(shù)；L1為一次空氣通道長度，即二次通道的寬度，m。

2 實驗系統(tǒng)

2.1 實驗臺

本次實驗依托于重慶某數(shù)據(jù)中心600kW 實驗室，該實驗平臺由環(huán)境模擬平臺、測試間及被測機組組成。環(huán)境模擬平臺能夠保證室內(nèi)、外工況的自由切換以滿足實驗需要，其中室內(nèi)側(cè)模擬數(shù)據(jù)中心機房工況，室外側(cè)模擬被測機組所處的室外工況。測試間配套的一側(cè)風(fēng)機與被測機組內(nèi)的二次風(fēng)機通過變頻調(diào)節(jié)用于配合滿足實驗風(fēng)量比調(diào)整的需求（一次風(fēng)機風(fēng)量可由檢測系統(tǒng)直接讀出，二次風(fēng)機風(fēng)量需通過手動測量風(fēng)速計算得出）。同時測試間及被測機組的實時監(jiān)測系統(tǒng)通過傳感器傳輸回的數(shù)據(jù)實時了解系統(tǒng)具體運行情況。

表1 實驗平臺基本參數(shù)Table 1 Basic parameters of the experimental platform

被測機組為針對數(shù)據(jù)中心設(shè)計研發(fā)的間接蒸發(fā)冷卻+機械制冷空調(diào)機組，由間接蒸發(fā)冷卻段、機械制冷段等主要功能段組成，本文所闡述的所有內(nèi)容均基于間接蒸發(fā)冷卻段相關(guān)測試，其中間接蒸發(fā)冷卻芯體采用板翅式無表面處理高分子芯體。被測機組實物圖如圖3 所示，尺寸（DWH）為：11000mm×5500mm×8500mm ，芯 體 尺 寸 為1200mm×1200mm×4900mm，風(fēng)量為50000m3/h。

圖3 被測機組實物圖Fig.3 Physical view of the unit under test

2.2 測試儀器

為了及時監(jiān)測記錄數(shù)據(jù)，本實驗建立了4 個空氣狀態(tài)測點及2 個水溫測點?？諝鉅顟B(tài)測點布置于換熱芯體一次空氣流道進出口、二次流道進出口4個位置，分別內(nèi)置多個熱電偶，每個位置取測點所測得數(shù)據(jù)的平均值；為校核相關(guān)數(shù)據(jù)、減少實驗誤差，在這4 個位置又分別布置測試儀器，測量其干球溫度、相對濕度等參數(shù)。為了補充水溫相關(guān)數(shù)據(jù)分別在水箱及噴嘴布置2 個測點進行實時觀測及數(shù)據(jù)記錄。具體測點布置情況如圖4 所示。

圖4 被測機組測點布置示意圖Fig.4 The measured unit measurement point arrangement diagram

測試過程中除內(nèi)置熱電偶，用于監(jiān)測、記錄實時數(shù)據(jù)的實驗儀器及輔助儀器的規(guī)格如表2 所示。

表2 主要測試儀器表Table 2 Table of main test instruments

2.3 實驗測試步驟：

本次測試基于多種室外工況（見表3），測試布水形式對間接蒸發(fā)冷卻效率的影響。因此本測試的測試步驟如下：

（a）確定最佳淋水密度：不同二次風(fēng)量下，調(diào)節(jié)水泵改變淋水密度；

（b）干、濕工況冷卻效果對比：模擬不同室外工況，分別運行干模式、濕模式并調(diào)節(jié)一次風(fēng)機與二次風(fēng)機風(fēng)量；

（c）比較濕工況最佳二/一次風(fēng)量比：在不同工況下，僅運行濕調(diào)節(jié)并調(diào)節(jié)一次風(fēng)機與二次風(fēng)機風(fēng)量；

（d）確定最佳布水形式：在水溫一定的前提下，保證二/一次風(fēng)量比不變的前提下，調(diào)整布水形式；

（e）比較水溫對冷卻效率的影響：在布水效果最佳的布水形式下，調(diào)節(jié)噴淋水溫度。

在測試過程中為了探究比較不同變量對被測機組制冷效率的影響，因此存在室外工況切換、機組風(fēng)機及布水裝置等相關(guān)參數(shù)的調(diào)節(jié)，這會在短時間內(nèi)引起被測機組、室內(nèi)空氣狀態(tài)的波動，故在對各個變量進行調(diào)整后應(yīng)通過監(jiān)測平臺進行實時觀測，待各個測點觀測數(shù)據(jù)均趨于穩(wěn)定后再進行數(shù)據(jù)記錄以保證數(shù)據(jù)的可靠性。

3 測試結(jié)果與討論

3.1 最佳淋水密度

本文的目的是探究間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組布水系統(tǒng)性能，為控制變量在后續(xù)測試過程中應(yīng)保證淋水密度為定值，因此在測試最初就應(yīng)確定最佳淋水密度。

測試開始時首先運行環(huán)境模擬系統(tǒng)，將其二次側(cè)（室外側(cè)）工況調(diào)整為35.2℃/26℃（干球溫度/濕球溫度）工況，待工況穩(wěn)定后，在一次風(fēng)量一定的前提下，等差選擇3 個能夠滿足二/一次風(fēng)量比于0.8～2 之間進行調(diào)整的二次風(fēng)量進行測試，最終二 次 風(fēng) 量 確 定 為 20000m3/h 、30000m3/h 、40000m3/h。隨后，將水泵流量自750m3/h 開始逐漸增大至2000m3/h，并每間隔250m3/h 選取一個點，經(jīng)計算其淋水密度測試工況從2.63kg/(m·h)以增長率0.88kg/(m·h)逐漸增大至7.02kg/(m·h)，噴淋裝置淋水工況如表4 所示。圖5 示出在3 種二次風(fēng)量下，間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組二次側(cè)濕球效率隨淋水密度變化趨勢。

圖5 二次側(cè)濕球效率隨淋水密度的變化關(guān)系Fig.5 Variation of secondary side wet bulb efficiency with drench density

表4 噴淋裝置淋水工況Table 4 Sprinkler drenching conditions

由圖5 可知，機組二次風(fēng)量分別調(diào)整至面20000m3/h、30000m3/h、40000m3/h 時，間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組二次側(cè)濕球效率由于淋水密度的增長起初布水均勻性有所改善時濕球效率先呈現(xiàn)增長趨勢，后隨著淋水密度進一步增加，濕通道側(cè)水膜與二次空氣之間熱質(zhì)交換不夠充分導(dǎo)致機組濕球效率趨于平緩甚至有所下降，3 種二次風(fēng)量下機組濕球效率最高分別可達到51.1%、54.5%、49.5%。淋水密度在4.39kg/(m·h)之后二次側(cè)濕球效率基本穩(wěn)定，說明在確定淋水密度并非越大越好，而最佳淋水密度也不一定是機組二次側(cè)濕球效率最高的狀態(tài)點，要綜合考慮淋水密度增大引起的水泵能耗問題，因此在本文后續(xù)測試中調(diào)整水泵至流量為1250m3/h，即淋水密度為4.39kg/(m·h)。

3.2 干濕模式冷卻效果對比

為對比分析間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組運行干模式與濕模式時的冷卻效果，在不同室外工況下，分別運行干模式與濕模式，并以溫降作為其量化指標(biāo)進行對比。通過調(diào)節(jié)環(huán)境模擬系統(tǒng)，將二次側(cè)工況分別調(diào)至35.2℃/26℃（干球溫度/濕球溫度）及25℃/22℃。在上述2 種室外工況下，分別進行關(guān)閉布水裝置與開啟布水裝置操作，隨后在對應(yīng)的4種運行模式下完成對二/一次風(fēng)量比從0.8～2.0 的調(diào)節(jié)過程，其中二/一次風(fēng)量比與風(fēng)機風(fēng)量對應(yīng)情況如表5 所示。圖6 示出在2 種工況下分別運行干、濕模式，間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組其溫降隨二/一次風(fēng)量比變化的情況。

圖6 不同二次側(cè)工況下溫降隨風(fēng)量比的變化關(guān)系Fig.6 Variation of temperature drop with airflow ratio under different secondary side conditions

表5 二/一次風(fēng)量比與一、二次風(fēng)機風(fēng)量對應(yīng)情況Table 5 The second/primary air volume ratio corresponds to the air volume of primary and secondary fans

由圖6 可知，間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組風(fēng)量比從0.8 逐漸增至2.0 的過程中，機組溫降均有所上升而后或趨于平緩或有所下降。但對比同一室外工況下，無論是代表中等濕度地區(qū)夏季的35.2℃/26℃工況還是代表高濕度地區(qū)過渡季節(jié)的25℃/22℃工況，運行濕模式時所能達到的溫降總是明顯高于運行干模式所能達到的溫降。這是由于運行干模式時，一次空氣與二次空氣之間僅存在溫差傳熱；而運行濕模式時，濕通道側(cè)水膜蒸發(fā)需要汽化潛熱，因此會吸收來自二次側(cè)空氣與一次側(cè)空氣的熱量使得一次空氣溫度進一步降低。后續(xù)將對濕模式核心運行部件——布水系統(tǒng)進行相關(guān)研究。

3.3 濕工況最佳風(fēng)量比的確定

通過調(diào)節(jié)環(huán)境模擬系統(tǒng)，將二次側(cè)工況分別調(diào)至3 種中等濕度工況，即15℃/10℃（干球溫度/濕球溫度）、25℃/18℃及35.2℃/26℃并運行濕模式。期間，保持一次空氣風(fēng)量不變，通過調(diào)節(jié)被測機組二次風(fēng)機運行頻率使二/一次風(fēng)量比在0.8～2.0 范圍內(nèi)逐漸遞增。圖7 示出被測機組運行濕模式時間接蒸發(fā)冷卻效率及溫降隨風(fēng)量比變化趨勢。

圖7 濕模式下冷卻性能隨風(fēng)量比的變化Fig.7 Variation of cooling performance with airflow ratio in wet mode

由圖7 可知，被測機組在風(fēng)量比由0.8 逐漸上升至2.0 的過程中，機組冷卻效率由于風(fēng)速一定程度的增大使二次側(cè)空氣對流換熱系數(shù)有一定程度上升，因此機組冷卻效率呈現(xiàn)上升趨勢。而后由于二次側(cè)空氣流速過大導(dǎo)致濕通道側(cè)水膜與空氣熱質(zhì)交換不充分便被排出機組，其冷卻效果或趨于平緩或有所下降。15℃/10℃工況下風(fēng)量比為1.7 時，機組能夠達到59.4%的間接蒸發(fā)冷卻效率；25℃/18℃工況下風(fēng)量比為1.8 時，機組能夠達到57.8%的間接蒸發(fā)冷卻效率；35.2℃/26℃工況下風(fēng)量比為1.7 時，機組能夠達到52.7%的間接蒸發(fā)冷卻效率。

對比分析不同工況不同運行模式下，在風(fēng)量比調(diào)整至1.5 之后間接蒸發(fā)冷卻效率及溫降的變化趨于平緩，雖冷卻效果仍有小范圍上升，但會造成更大的風(fēng)機能耗。因此在保證冷卻效果并綜合考慮能耗問題，確定后續(xù)測試最佳二/一次風(fēng)量比為1.5。

3.4 布水系統(tǒng)對冷卻效果影響

為探究被測間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組布水策略、布水形式及水溫對冷卻效果的影響因素，因此對間歇周期、布水形式及噴淋水溫度三個因素進行了測試并對比分析。此時，二次側(cè)參數(shù)被調(diào)整至35.2℃/26℃，淋水密度調(diào)整至4.39kg/(m·h)，二/一次風(fēng)量比為1.5 并將水溫調(diào)整至20℃。在此條件下首先進行通過調(diào)節(jié)水泵開閉進行下部噴淋間歇性布水試驗，布水裝置間歇周期具體設(shè)置情況如表6 所示。圖8 示出間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組下噴淋布水所達到的冷卻效果隨間歇周期變化的趨勢。

圖8 下部間歇性布水冷卻性能隨間歇周期變化Fig.8 Lower intermittent water distribution cooling performance varies with intermittent cycle

表6 布水裝置間歇周期Table 6 Intermittent cycle of water distribution unit

由圖8 可知，隨著間歇周期逐漸變長（0s→245s）的過程中，其間接蒸發(fā)冷卻效率與溫降均有大幅度下降，可以發(fā)現(xiàn)在被測機組的現(xiàn)有條件下，隨著間歇周期逐漸變短的過程中冷卻性能由于布水均勻性的增加逐漸上升但未達到峰值，考慮是下部布水由于重力作用芯體上部存在局部干點，因此在后續(xù)測試中增設(shè)上部移動式間歇性布水裝置，并對比其與下部噴淋布水所組成的布水形式能帶來的間接蒸發(fā)冷卻效果。保持上述測試二次側(cè)參數(shù)、淋水密度、二/一次風(fēng)量比及水溫不變，通過調(diào)節(jié)下部布水形式，對比上部移動式間歇性布水形式、上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水與上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水的間接蒸發(fā)冷卻效率，如圖9 所示。

圖9 不同布水形式下間接蒸發(fā)冷卻效率隨間歇周期的變化Fig.9 Variation of indirect evaporative cooling efficiency with intermittent cycle for different water distribution forms

由圖9 可知，通過多種布水方式結(jié)合與單一布水方式對比，上部布水+下部布水的間接蒸發(fā)冷卻效率均高于單一上部布水或單一下部布水。其中上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水與下部連續(xù)性布水相比下，其間接蒸發(fā)冷卻效率有3.5%～8.3%的提升；上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水與上部移動式間歇性布水相比，其間接蒸發(fā)冷卻效率提升了2.7%～3.5%；上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水與下部連續(xù)性布水相比，其間接蒸發(fā)冷卻有6.0%～9.8%的提升；上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水與上部移動式間歇性布水相比，其間接蒸發(fā)冷卻效率提升了4.3%～5.0%。

通過以上不同布水方式的對比分析，上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水冷卻性能優(yōu)于上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水、優(yōu)于上部移動式間歇性布水優(yōu)于下部連續(xù)性噴淋布水、優(yōu)于下部間歇性噴淋布水。

隨后，在效果較優(yōu)的兩種布水形式下探究水溫對間接蒸發(fā)冷卻效果的影響情況。在保持二次側(cè)參數(shù)、淋水密度及二/一次風(fēng)量比不變的前提下，分別開啟上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水與上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水，并通過恒溫水箱分別供給噴淋系統(tǒng)溫度為15℃、20℃、25℃及30℃的直流水。圖10 示出不同布水形式隨水溫變化間接蒸發(fā)冷卻效率的變化趨勢。

圖10 不同布水形式下間接蒸發(fā)冷卻效率隨噴淋水水溫的變化Fig.10 Variation of indirect evaporative cooling efficiency with spray water temperature for different forms of water distribution

由圖10 可知，在噴淋水溫度為15℃時，上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水與上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水間接蒸發(fā)冷卻效率分別可達到66.7%、68.2%，均高于其他噴淋水溫下的間接蒸發(fā)冷卻效率。在噴淋水溫度由15℃逐漸上升至30℃的過程中，由于濕空氣與水膜之間的顯熱交換驅(qū)動勢“溫差”逐漸減小，因此被測機組間接蒸發(fā)冷卻效率呈現(xiàn)下降趨勢。同時上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布由于其優(yōu)越的補水均勻性以及充分的蒸發(fā)冷卻時間，無論在何種水溫下間接蒸發(fā)冷卻效果均優(yōu)于上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水。

4 結(jié)論

（1）高分子芯體板翅式間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組在濕模式下，確定淋水密度為4.39kg/(m·h)，二/一次風(fēng)量比由0.8 逐漸上升至2.0 的過程中，溫降有所上升、間接蒸發(fā)冷卻效率提升明顯，15℃/10℃（干球溫度/濕球溫度）、25℃/18℃及35.2℃/26℃3種工況的最佳換熱效率分別為59.4%、57.8%及52.7%，最佳二/一次風(fēng)量比為1.7、1.8、1.7。

（2）通過高分子芯體板翅式間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組不同布水方式的對比分析，上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水的間接蒸發(fā)冷卻性能優(yōu)于上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水、優(yōu)于上部移動式間歇性布水、優(yōu)于下部連續(xù)性噴淋布水優(yōu)于下部間歇性噴淋布水。

（3）高分子芯體板翅式間接蒸發(fā)冷卻空調(diào)機組在噴淋水溫度由15℃逐漸上升至30℃的過程中，間接蒸發(fā)冷卻效率穩(wěn)步下降，同時由于上部移動式間歇性布水+下部間歇性噴淋布水優(yōu)秀的布水均勻性及充足的蒸發(fā)冷卻時間，其冷卻性能在各個水溫下均優(yōu)于上部移動式間歇性布水+下部連續(xù)性噴淋布水。